方案设计书用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明书设计题目设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器机电学院（系） 班设计者指导教师年06月10日目录：机械设计课程设计任务书2传动方案的设计与拟定3电动机选择4计算传动装置的总传动比并分配5计算传动装置的运动参数和动力参数5传动零件设计6减速器内传动零件设计8验算工作速度误差10计算轴的最小直径d211轴受力图11按弯扭合成强度计算2轴12低速轴轴承的校核13键联接的选择和校核计算13联轴器的选择14减速器的润滑方式和密封类型的选择14小结14参考资料14机械设计课程设计任务书—P224题目1设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。V带传动运输带一级圆柱齿轮减速器联轴器电动机卷筒原始数据：（数据编号 A10 ）运输带工作拉力 F/N ：1500 运输带工作速度 v(ms1)：1.70卷筒直径 D/mm ：260工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限 10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为 5%传动方案的设计与拟定传动简图如下：V带传动运输带一级圆柱齿轮减速器联轴器电动机卷筒此传动方案选用了 V带传动和闭式齿轮传动。 V带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点，但此方案的结构尺寸较大； V带传动也不适宜用于繁重工作要求的场合及恶劣的工作环境。计算及说明一．选择电动机（1） 选出择电动机类型：按工作要求选用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。（2） 选择电动机容量：PW按II—P11式（2—1），电动机所需工作功率为 Pd按II—P11式（2—2），工作机所需功率为FvPW kW1000传动装置的总效率为312345按II—P12表2—3，确定各部分效率：V带传动效率10.96，滚动轴承传动效率（一对）20.99，闭式齿轮传动效率30.975，联轴器效率

0.96 0.993 0.975所需电动机功率为FvPd 2.871000kW因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由 II—P185表16—1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为4kW。4 0.99，传动滚筒效率 5 0.96，代入得 （3）确定电动机转速滚筒工作转速601000v60100001.7nWD260125rmin通常，V带传动的传动比常用范围为i1'2~4；单级圆柱齿轮减速器为i2'3~5，则总传动比范围为i'(23)~(45)6~20，电动机可选择的转速范围为：nd'i'nW(6~20)114.59750~2500rmin符合这一范围的同步转速有750，1000，1500r/min,所以Y系列三相异步电动机，Y100L-4,额定功率3KW,满载转速1420r/min0.863Pd 2.87kW

nW 125r/minnd' 750~2500r/min由II—P186表16—3查得：电动机外伸端尺寸E=60电动机轴直径28键槽宽度F=8，G=24二．计算传动装置的总传动比并分配1．总传动比ianm1420nW11.361252．分配传动装置各级传动比由II—P8表2—1，取V带传动的传动比为i02.5，则减速器的传动比i为ia11.36ia11.36i4.544i02.5三．计算传动装置的运动参数和动力参数i 4.5441）电动机轴P0Pd2.87kWn0nm1420rminP02.87kW9550P019.3n01420rmin0m19.3mn002）1轴减速器主动轮轴（高速轴）P1P0012.870.962.76kWn1n01420P12.76kWi01568rminn1568rmin2.59550P146.4m146.4m1n12轴减速器从动轮轴（低速轴）P2P1122.760.962.65kWn2n1568i12125rmin4.544P22.65kW9550P2202.5Nm2n2125rminn2202.5m24）3轴（滚筒洲）P3 P2 23 2.65 0.99 2..62kW

v

dd1n1

85n3 125rmin3 202.5 m1轴和 2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率0.99运动和动力参数的计算结果汇总列表如下:轴名功率P/kW转矩/(m)转速传动比效率输入输出输入输出n/(r/min)i电机轴2.8719.314202.50.961轴2.762.7346.445.945684.5440.962轴2.652.62202.5200.4812510.992.622.59202.5200.48120滚筒轴四.传动零件设计)减速器外部零件设计普通V带设计计算功率Pc由I—P92表8—7查得KA 1.1，故Pc KAP (1.1 3)kW 3.3kW2．选择带型根据Pc 3.3kW和nW 1420rmin，由I—P94图8—9（a）初步选用 A型V带。3．选取带轮基准直径dd1和dd2由I—P94表8—8和P95表8—9取dd185mm，由I—P93式（8—16）得dd2idd1142085212.5mm568由I—P95表8—9取直径系列值为 dd2 212mm4．验算带速v

60 1000带速v在5~25m/s范围内带速合适P32.62kWn3125r/minT3202.5mPc 3.3kWdd185mmdd2212mm

60 1v 6.32m/s计算及说明5．确定中心距 a和带的基准长度 Ld由I—P95式（8—18）初定中心距a0400mm，符合下式。0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)由I—P95式（8—19）得带长：Ld02a0(dd1(dd2dd1)2dd2)24a01276.4mm由I—P88表（8—2）查得A型带基准长度Ld1800mm，计算实际中心距aa0LdLd0462mm2取a460mm6．验算小带轮包角 1由I—P95式（8—22）得dd2dd157.3164.21201180a

故包角合适．确定带的根数Z由I—P89表8—3得V带额定功率P01.07kW由I—P90表8—5得 单根普通 V带额定功率值增量P0 0.17kW由I—P95表8—10得 带轮包角系数K 0.96由I—P88表8—2得V带长度系数KL 0.96由I—P95式（8—23）得1 164.2a0 400mmLd0 1276.4mma 460mm计算及说明Pcz(P0 P0)KKL取Z=3根8．确定初拉力 F0由I—P96式（2—24）计算单根普通 V带的初拉力 (4)确定载荷F0500(2.5K)Pcqv2144N系数KKzv载荷系数9．计算压轴力FQ由I—P96式（8—25）得=1.3-1.6,由于齿轮为对称布置，FQ2ZF0sin1864N2所以取K=1.4(5)计算分度1．五．减速器内传动零件设计圆柱齿轮设计圆直径d 3(670)2kt1 i 1h d i1,选择材料，确定许用应力：mm由表 I9-4 得，小齿轮采用 40Cr 调质处理，硬度为 240-185HBS 取260HBS。大齿轮采用 45钢调质处理，硬度为 229-286HBS 取240HBSZ=3齿面接触疲劳强度设计选择齿数通常Z1=20-40,Z1=25Z2=iz1=113.8,z2=114（2）小齿轮传递的转距 T1T1=9.551000000P=46405N.MMnF0=114N选择齿宽系数?d由于齿轮为对称布置，且为软尺面，所以取?d=0.9FQ=864Nd=46.89（6）确定齿轮模数d1m 1.88d2按表I9-2圆正Z1=25为m 2mmZ2=114（7） 齿轮几何尺寸计算d1 mz1 50mmd2 mz2 228mmda1 d1 2m 54da2d22m232mmdf1d12.5m45mmdf2d22.5m223mmam(z1z2)139mm2b2dd145mmb1b2550mm齿根弯曲疲劳强度验算（1）齿形系数由Z1=25，Z2=114查得I9-7yf12.63和yf22.2（2）演算齿根弯曲应力由I9-7得F12KT1YF175.94[f1]233MPabd1myf263.52[f2]188MPaf2f1yf1所以齿根弯曲疲劳强度验算足够（3）齿轮精度等级d1n11.49m根据v601000s查表i9-5,选用7级精度

d1 50mmd2 228mmda1 54mmda2 232mmdf1 45mmdf2 223mma 139mmb2 45mmb1 50mmm 1.88六，验算工作速度误差V理=1.70msV实n实d1000601.6988msV理V实0.075%VV理七，按扭距初步计算最小直径选用45刚，并经调制处理。根据I11-2，并将差得的A=120带入得d1A3p220.33mmn2

因 有 键槽，需将轴增大3% ， 即20.33 103% 20.94m圆整为标准直径 ， 取d1 25mmp2d2 A3 3n2同理，取d2 40mm六．联轴器的选择由于 2 轴输出转矩 为T2 200.48N m,转速主要承受转知以传动为主故选 Y型见II—P137表（13—5）由II—P138 表（13—）及以上数据，选择

YL8

型联轴器

,孔径

d=35mm

，轴孔长度

L=82mm

，公称转矩

T=250NM

，许 用

转 速

4300r/min

， 其

D=130mm

， D1

105mm

采 用M10 4螺栓L0

169mm，转动惯量为

0.043kgm2键槽采用

C 形键槽其b=10mm 见IIP137表（13—1）圆柱形轴孔与轴伸的配合为 35H7k6dmin 35mmYL8型联轴器书室 （a）55 5585（b）Ft FrA C BFt（c）

MHC 48.84nMd）Fte）RHA RHBMvc 48.84Nm(f)Mc=48.84Nm(g)RHARHBT=202.5NmT=121.6Nm （h）Mec 130.8Nm截面 C处的弯矩MHCRHAl8882⑶作垂直平面的弯矩 MV 图（图（e））同上⑷ 作合成弯矩 M图（图（g））：截面 C左侧的合成弯矩MC1 MHC2 MVC21计算及说明七．按弯扭合成强度计算2轴(1)画结构简图和轴的受力图（图（a））,并确定轴上的作用力（图（b））⑸作转矩T图从动轴上的转矩为202.5Nm（图（h））作用在齿轮上的圆周力Ft，径向力分别为202.5Nm2T22202.5⑹作当量弯矩Ft1776d20.228Me图（图Fr1776（g）），因单向⑵作水平面的弯矩MH图（图（C））传动，转矩可认为支承反力RHARHBFt1776888N22按脉动循环变化，所以应力校正系数0.6，则T0.6202.5121.6m危险截面C处的当量弯矩MecMC22Nm2130.8八．轴承寿命计算由I—P212表（12—9）得，温度系数ft1由I—P212表（12—10）得，载荷系数fp1由II—P119表（11—5）得基本额定动载荷Cr31500N由I—P212式（12—11）

Lh16667ftCrnfpP九．键联接的选择和校核计算⑴ 2轴齿轮键计算由 I—P78表（7—5）选择(125~150)MPa由2—P108 表（10—26 ） 选 ： 键C14 9 25GB1096—793.5mmL45mm202.5N m50mm由I—P77式（7— 23 ）2Tp 51.42MPadkl所以此键合适ft 1fp 1Lh 15年2轴齿轮键键C14 9 45⑵联轴器键计算由I—P78表（7—5）选择p